齿轮

作者： 潘存云教授 设计：潘存云 设计：潘存云 设计：潘存云 rb2 r2 O2 ω 2 rb2 r2 O2 ω 2 rb2 r2 O2 ω 2 rb1 r1 O1 ω 1 rb1 r1 O1 ω 1 rb1 r1 O1 ω 1 pb1 pb1pb2 pb1pb2 pb1=pb2 pb1 pb1 不能正确啮合 ! 不能正确啮合 ! 能正确啮合 ! 一对齿轮传动时 ， 所有啮合点都在 啮合线

z1 =20~40开式传动： z1 =17~25 二、齿面接触疲劳强度计算 闭式软齿面齿轮传动的主要失效形式是 齿面疲劳点蚀 强度条件： ζH ≤ ζHP 工作时的接触应力 许用接触应力 ζH根据 Hertz公式求出 aLF nH 24 222121211111EELF n 负号用于内接触 令： 21111 ρΣ— 综合曲率半径 可将

ion results. Modal analysis results in order to get the whole gear model, the modal expansion, extended for solving the advantages of each order, for the obtained natural frequency. Solving r its

阳齿轮设计中轮缘厚 度和齿根半径的形状的影响，采用包含齿轮接触、滚动轴承、运营商、销售商和轴系的集成有限元素分析（ FEA）方法。 由于两个齿轮表面通常存在一个接触点，所以当进行齿轮分析时，传统的有限元分析就会出现问题。 而本次研究，使用了三维多体接触分析程序的齿轮系统的详细有限元分析方法。 具体分析模型如下图 3所示，它是一个独特的刚度模型，使用有效的联系解决算法，并且结合了有限元素和接触理论

两班制、连续工作、轻载、选 KA= PC=KAP=*= 2 选择带型 根据 PC=, η =970rpm,初选 B型带 3,、选取带轮基准直径 有表 1110，取 dd1=150mm dd2=(n0/n1)*dd1*(1ε )=441mm 取整 dd2=450mm 校核传动比误差 i=n0/n1=3 , i`=dd2/dd1=3, Δ i=0 符合要求 验算带 速 ν =∏